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Ventilbetätigungseinrichtung für Brennkraftmaschinen
Die Erfindung betrifft die Ventilbetätigungseinrichtung von Brennkraftmaschinen, insbesondere von
Zweitaktgasmaschinen, bei der die Steuerung der Gaseinblaseventile hydraulisch erfolgt.
Bei den genannten Maschinen ist bisher eine zur Brennstoffeinbringung bei Einspritzbrennkraftmaschi- nen übliche Einspritzpumpe in die Ventilbetätigungseinrichtung einbezogen worden, wobei die Pumpen- elemente dieser Einspritzpumpe die Steuerflüssigkeit für die Bewegung der Ventile fördern. Entsprechend dem gebräuchlichen Aufbau von Einspritzpumpen geht deshalb die Erfindung davon aus, dass jedes Pum- penelement der Betätigungseinrichtung einen in einem Pumpenzylinder in Längs - und in Umfangsrichtung beweglichen Kolben aufweist, der mit seiner Umfangsfläche das Öffnen und Schliessen von zwei in Achsrichtung des Zylinders versetzten Kanälen bewirkt.
Der höher, dem oberen Totpunkt des Pumpenkolbens zu gelegene dieser beiden Kanäle, die bei Einspritzpumpen als Saugbohrung die Füllung des Pumpenzylinders zwischen jedem Einspritzvorgang gewährleisten, erfüllt bei den bekannten Ventilbetätigungseinrichtungen die Aufgabe eines Spülkanals, durch den Steuerflüssigkeit mit Hilfe der Vorpumpe hindurchtreten kann, solange das zu betätigende Ventil geschlossen ist. Der tiefer gelegene Kanal behält die ihm bei der Kraftstoffeinspritzung zukommende Aufgabe bei, als Überströmkanal das Abströmen und Entspannen der vor dem Pumpenkolben befindlichen Flüssigkeit bei Erreichen der grössten Ventilöffnung zu gewährleisten. Beide Kanäle werden durch das Überstreichen des oberen bzw. unteren Randes der Umfangsfläche des Pumpenkolbens freigegeben bzw. geschlossen.
Die auf beiden Stirnseiten der Umfangsfläche gelegenen Räume des Pumpenzylinders stehen durch eine axiale Nut in der Umfangsfläche miteinander in Verbindung und der Pumpenzylinder wird über die zum Ventil führende Leitung mit Steuerflüssigkeit gefüllt.
Bei Ventilbetätigungseinrichtungen der vorstehend beschriebenen Art, bei welchen also herkömmliche Einspritzpumpen zur Förderung der Steuerflüssigkeit verwendet werden, ergeben sich vor allem Nach- teile bei der Schliessbewegung der Ventile, da diese, insbesondere bei hohen Drehzahlen und hohen Drükken der Steuerflüssigkeit in Schwingung geraten, was zur Zerstörung der Ventilsitze führen kann. Ein wei- terer Mangel der bekannten Betätigungseinrichtungen besteht darin, dass der vorhandene Hub der Pumpenkolben nur zu einem Teil ausgenützt ist, wodurch relativ grosse Pumpenkolben erforderlich sind.
Die Erfindung vermeidet diese Nachteile und geht von der Erkenntnis aus, dass es für eine befriedigende Ventilbetätigung unter Anwendung des vorstehend angeführten Systems auf die Dämpfung der Schliessbewegung des Ventiles ankommt. Obwohl auch bisher bereits Einrichtungen Anwendung fanden, durch die während des letzten Teiles der Rückführung des Ventiles in seine Schliessstellung zum Zwecke des langsamen Aufsetzens des Ventiles eine erhebliche Verzögerung des Ventiles erreicht wurde, überliess man die Rückstellbewegung der bei Entspannung der Steuerflüssigkeit über den Überströmkanal freiwerdende Kraft der Ventilfeder.
Bedingt durch die Forderung bei Einspritzpumpen, ein Nachspritzen der Einspritzdüse zu vermeiden und deshalb den Flüssigkeitsdruck am Ende des Förderhubes so rasch als möglich bei Freilegung eines grösstmöglichen Überströmkanals durch den Pumpenkolben abzusenken, ergab sich als Folge ein von Schwingungen begleitetes Zurückschnellen des Ventiles gegen seine Ruhestellung.
Hinsichtlich der Ausnützung der Pumpenelementgrösse bestand, wegen der Notwendigkeit einer raschen Auffüllung des Pumpenzylinders nach jedem Einspritzvorgang durch eine möglichst grosse Saugbohrung bei
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Einspritzpumpen, der Nachteil eines Verlustes an Förderhub.
Auf der Grundlage der Erkenntnis betreffend die Erfordernisse einer gedämpften Schliessbewegungso- wie mit Rücksicht darauf, dass der Spülkanal der Pumpenelemente der Ventilbetätigungseinrichtung im
Gegensatz zu Einspritzpumpen nicht auch zum Ansaugen der Betätigungsflüssigkeit dient, sind nach der
Erfindung der Mündungsquerschnitt des Überströmkanales und des Spülkanales als Drosselquerschnitte aus- gebildet, wobei das Verhältnis der Mündungsquerschnittflächen zur Querschnittfläche des Pumpenzylin- ders je vorzugsweise nur etwa 0, 5 - 1, 50/0 beträgt.
Demgegenüber liegt dieser Prozentsatz bei Einspritz - pumpen mit im wesentlichen gleichen Aufbau, die bisher für Ventilbetätigungseinrichtungen verwendet wurden, mit Bezug auf den Überströmkanalquerschnitt und den Saugkanalquerschnitt zwischen 5 und 150/0.
Aus der sich nach der Erfindung ergebenden wesentlichen Verkleinerung des Spülkanalquerschnittes gegen- über dem Saugkanalquerschnitt der vergleichbaren bisher für Betätigungseinrichtungen verwendeten Ein- spritzpumpen folgt eine Vergrösserung des Kolbenhubes bei den Pumpenelementen nach der Erfindung und damit als weiterer Vorteil, dass unter gleichen Voraussetzungen bei der Einrichtung nach der Erfindung mit kleineren Pumpenelementen das Auslangen gefunden wird, als bei der bisher üblichen Verwendung von
Einspritzpumpen.
Um die Vorteile des Grundgedankens der Erfindung, den Überströmquerschnitt als Drosselquerschnitt auszubilden, bis zu möglichst hohen Drehzahlen auszunützen, ist in weiterer Ausgestaltung der Erfindung bei Verwendung von Pumpenelementen mit einem den Spülquerschnitt steuernden gegen die Kolbenachse geneigten oberen Rand des Kolbens, welche in ihrem Aufbau den bekannten Pumpenelementen mit oben- liegender Steuerkante für Brennstoffeinspritzung entsprechen, vorgesehen, dass die Drosselwirkung an der Mündung des Überströmkanales mit der Verkleinerung des Förderhubes durch Änderung des wirksamenMün- dungsquerschnittes des Überströmkanales abnimmt, so dass in der Verdrehlage des Pumpenkolbens für Null- förderung, bei mit der Mündung des Überströmkanales fluchtender axialer Nut in der Kolbenumfangsflä- che,
der volle Querschnitt des Überströmkanales freigegeben wird und so auch bei sehr hohen Drehzahlen ein Anheben der Ventile unterbleibt. Dadurch wird die, für gleiche Schliessgeschwindigkeiten, mit grö- sser werdenden Ventilhüben erforderliche stärkere Drosselung am Überströmquerschnitt erreicht, ohne dass es in der Verdrehlage des Pumpenkolbens für Nullförderung infolge der Drosselwirkung am Überströmquerschnitt zu einer unerwünschten Förderung von Steuerflüssigkeit und damit zu einem Anheben der Ventile kommt.
Durch die Verwendung dieses Pumpenelementes mit obenliegender Steuerkante ergeben sich noch die zusätzlichen Vorteile, dass das Förderende unabhängig vom Ventilhub immer in den Steuernockenbereich mit abnehmender Fördergeschwindigkeit fällt, so dass ein stetiger Übergang der Öffnungsbewegung in die Schliessbewegung erfolgt und dass sich der Förderbeginn mit abnehmendem Ventilhub nach "später" ver- schiebt, wodurch bei Teillast ein allfälliger Kraftgasverlust während der Spülperiode verringert oder vermieden wird.
Hiezu kann der die Steuerung des Überströmkanals bewirkende untere Rand der Umfangsfläche des Pumpenkolbens gegen die Achsrichtung des Pumpenkolbens derart geneigt verlaufen, dass die Mündung des Überströmkanales im oberen Totpunkt des Pumpenkolbens mit wachsendem Förderhub in zunehmendem Ausmass von der Umfangsfläche abgedeckt ist, und eine Förderung von Steuerflüssigkeit durch den Pumpenkolben bei mit der Mündung des Überströmkanales fluchtender axialer Nut in der Umfangsfläche unterbleibt.
Eine weitere Vereinfachung gegenüber den bekannten Betätigungseinrichtungen ergibt sich schliesslich, wenn, nach einer bevorzugten Anwendungsform der Erfindung, auf Pumpenelemente mit in eine gemeinsame Rückströmleitung mündendem Spülkanal und Überströmkanal, die gemeinsame Rückströmleitung mit dem als Hochbehälter angeordneten Ausgleichsbehälter für die Steuerflüssigkeit unter Zwischenschaltung eines Druckventiles direkt verbunden ist. Dadurch wird eine unmittelbare Rückführung der erwärmten Steuerflüssigkeit vermieden.
Im folgenden. sind weitere Einzelheiten und Vorteile der Erfindung an Hand der Zeichnung beschrieben. Es zeigen Fig. 1 ein Anordnungsschema eines Ausführungsbeispieles einer Ventilbetätigungseinrichtung nach der Erfindung, Fig. 2 einen Teil eines Axialschnittes durch den Zylinder eines Pumpenelementes mit dem darin im oberen Totpunkt befindlichen Pumpenkolben, Fig. 3 in Abhängigkeit von der Kurbelwellenstellung in vereinfachter Darstellung den Hubverlauf am Pumpenkolben und Fig. 4 den tatsächlichen Ventilhubverlauf bei einer nach Fig. 1 ausgebildeten Betätigungseinrichtung, wobei jeder Kurve ein anderer Höchstwert der Ventilöffnung zugrunde liegt.
In Fig. 1 ist mit 1 das zu betätigende Ventil der Brennkraftmaschinebezeichnet, das durch die Schliess- feder 2 gegen den Ventilsitz in einem nicht dargestellten Zylinderkopf der Brennkraftmaschine gedrückt
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wird. Die Steuerflüssigkeit wirkt über einen Kolben 3 auf das Ventil ein. 4 bezeichnet die zum Pumpen- element 13 führende Leitung für die Steuerflüssigkeit.
Mit 5 und 6 sind zwei Rückschlagventile, mit 7 ist eine Drosselstelle bezeichnet, die zwischen der vom Rückschlagventil e zum Kolben 3 führenden Leitung 8 und der hiezu parallelen Leitung 9 liegt. wobei letztere für die Umgehung des Rückschlagventiles 6 und der Drosselstelle 7 beim Rückströmen der durch den Ventilkolben verdrängten iteuerflüssigkeit dient. Im Pum- penelement 10 gleitet der Pumpenkolben 13, dessen Umfangsfläche 14, wie bei Einspritzpumpen ge- bräuchlich, die Mündung des Überströmkanales 15 und des Spülkanales 16 zu verschliessen vermag, wo- bei der obere bzw. der untere Rand 11 bzw. 12 der Umfangsfläche zur Steuerung des Spülkanales bzw. des Überströmkanales dient.
Der Antrieb des Pumpenelementes erfolgt im vorliegenden Beispiel ähnlich wie bei Einspritzpumpen durch eine Nockenwelle 19, die zugleich auch die Vorpumpe 20 betreibt, durch die die Steuerflüssigkeit auch in der unteren Totlage des Kolbens des Pumpenelementes unter Überdruck gehalten wird. In dieser Stellung des Pumpenkolbens in der der Überströmkanal 15 überschliffen bleibt, ist die Mündung des Spülkanales 16 freigegeben und die erwärmte Steuerflüssigkeit wird zum Hochbehälter 22 abgeführt.
Die Vorpumpe ist durch die Leitung 23 mit dem als Hochbehälter angeordneten Ausgleichsbehälter 22 für die Steuerflüssigkeit und durch die Leitung 24 über den Filter 25, die Leitung 26 und über das Rückschlagventil 5 mit der Umgehungsleitung 9 in Verbindung. Der Spul- un Überströmkanal jedes Pumpenelementes mündet in die gemeinsame Rückströmleitung 27, die über ein weiteres Druckventil 30, welches dafür sorgt, dass das Steuerleitungssystem dauernd unter einem bestimmten Druck steht, an den Hochbehälter 22 angeschlossen ist. Ebenso mündet in die Rückströmleitung 27 die Leitung 29, die vom Über - druckventil 28 kommt, das den Steuerkreislauf gegen Überdruck abschert.
Die Verstellung des Hubes des Ventiles 1 erfolgt durch Verdrehen des Pumpenkolbens 13, wozu dieser, wie ebenfalls bei Einspritzpumpen gebräuchlich, mit einem Verstellzahnrad 17 verbunden ist, indas das nach Art einer Zahnstange ausgebildete Stellglied 18 eingreift.
Entsprechend der Wirkungsweise der beschriebenen Einrichtungen ergeben sich bei diesen die folgenden Flüssigkeitskreisläufe. In der in Fig. l gezeichneten Stellung des Pumpenkolbens durchströmt die von der Vorpumpe geförderte Flüssigkeit zunächst den Filter 25 und nach Passieren der Leitung 26 das Rückschlagventil 5, worauf es durch die Umgehungsleitung 9 und die Leitung 4 inden Zylinderraum des Pumpenelementes gelangt und von dort über den Spülkanal 16, die Leitung 27 und das Druckventil 30 in den
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Bei Förderung der Steuerflüssiizkeit durch das Pumpenelement unter gleichzeitiger Sperrung des Über - stroom-fund des Spülkanales 15, 16'beaufschlagt die Flüssigkeit über die Leitung 4 den Ventilkolben 3,
wobei das Rückschlagventil 5 geschlossen und das Rückschlagventil 6 geöffnet ist. Hört die Förderung des Pumpenelementes durch Überstreichen des unteren Randes 12 der Umfangsfläche 14 des Pumpenkolbens und durch die damit über die Nut 21 erfolgende Verbindung des ober dem Pumpenkolben liegenden Raumes mit dem Überströmkanal auf, so wird die Steuerflüssigkeit durch den Kolben 3 zunächst im wesentlichen über die Umgehungsleitung 9 zurück in das Pumpenelement gedrückt, wobei nunmehr die beiden Rückschlagventile 5 und 6 geschlossen sind. Die Druckwelle baut sich über das Druckventil 30 inder Rückströmleitung 27 in den Hochbehälter 22 ab.
Nach dem Überstreichen der seitlichen Mündung der Leitung 9 im Zylinder des Kolbens 3 durch den Kolben 3 steht für das Abströmen der Flüssigkeit nur mehr der Weg über die Drosselstelle 7 offen, wodurch sich in diesem Teil der Kolbenbewegung eine starke Dämp- fung ergibt. Nach Abbau des Druckes in der Leitung 4 auf den Vorpumpendruck öffnet das Rückschlagventil 5 und der Kolben im Pumpenelement saugt über den Filter 25 und die Leitungen 26 und 4 Steuerflüssigkeit an.
Der grundsätzliche Verlauf der Ventilbewegung ist in Fig. 3 schematisch dargestellt, wobei auf der Abszisse die Stellung der Kurbelwelle (Grade Kurbelwellenwinkel) und auf der Ordinate die Grösse der jeweiligen Ventilöffnung - oder bei Anwendung eines entsprechend geänderten Massstabes - etwa der Druck der Steuerflüssigkeit in der Leitung 4 aufgetragen ist. Der mit 31 bezeichnete Teil der Kurve gibt dasAnheben des Ventiles wieder, das durch die Form der Nocken auf der Welle 19 für das Pumpenelementbestimmt wird.
Der Kurvenverlauf im Bereich des Schliessens umfasst zwei markante Abschnitte :
Den Abschnitt 32, der einerseits durch die Federkraft am Ventil und den Durchflusswiderstand in der Verbindung zwischen dem Pumpenelement und dem Ventilkolben bestimmt wird, anuerseits durch den Querschnitt des Überstromkanales ; bei Anwendung üblicher Einspritzpumpenelemente erfolgt dieser Teil der Schliessbewegung praktisch ungedrosselt. Der Abschnitt 33 stellt das durch die Drossel 7 bestimmte gedämpfte Aufsetzen nach dem Abschluss der Umgehungsleitung 9 durch den Kolben 3 dar.
Wird bei einem Steuerungssystem, betrieben mit normalen Einspritzpumpenelementen eine bestimmte Drehzahl oder
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ein bestimmter Druck in der Steuerflüssigkeit überschritten. so kommt es bei der Schliessbewegung zu Schwingungen, die in der Praxis etwa aussehen, wie der sLrlchlierte Kurvenverlauf 32a/ö8a in Fig. 3.
Durch die erfindungsgemässe Ausbildung der Ventilbetätigungseinrichtung mit dem in Fig. 2 dargestellten Pumpenelement erhält man bei jeder Drehzahl eine schwingungsfreie Schliessbewegung sowie einen schwingungsfreien Übergang in den gedämpften Aufsetzbereich und es ergibt sich der in Fig. 4 dargestellte Verlauf der Ventilbewegung über der Stellung der Kurbelwelle der Brennkraftmaschine ; die Kurven 34 geben dabei die Verhältnisse bei verschieden grossen Ventilhüben wieder. Hieraus ist insbesondere die Wirkung des gegen die Achsrichtung des Zylinders des Pumpenelementes geneigten unteren Randes 12 der Schaftfläche des Pumpenkolbens zu erkennen, durch die eine dem jeweiligen Ventilhub zugeordnete verschieden grosse Drosselwirkung erhalten wird und damit der vom Ventilhub abhängigen unterschiedlichen Schliesskraft Rechnung getragen ist.
Bei grossen Ventilhüben mit hohen Schliesskräften wird der Überströmkanal 15 nur wenig freigegeben, bei kleinen Hüben mit niedrigen Schliesskräften mehr. Dadurch wird, von der Verdrehlage des Pumpenkolbens für Nullförderung aus beginnend, ein stetig zunehmend gedrosseltes Absteuern erreicht und im ersten Abschnitt der Schliessbewegung unabhängig vom Ventilhub die gleiche Schliessgeschwindigkeit erzielt, was den parallelen Verlauf der abfallenden Kurvenäste 34 in Fig. 4 zur Folge hat und für die Abstimmung des Überganges in das gedämpfte Aufsetzen wichtig ist und gleichzeitig eine Verschleppung des Ventilschlusses bei kleinen Hüben verhindert.
In der Verdrehlage des Pumpenkolbens für Nullförderung, in der die Nut 21 mit der Mündung des Überströmkanales 15 fluchtet, wird der volle Überströmquerschnittfrei- gegeben, so dass auch bei sehr hohen Drehzahlen ein Anheben der Ventile unterbleibt.
Der Beginn des Förderhubes und die Fördermenge wird durch die obenliegende Steuerkante 11 des Pumpenkolbens bestimmt, das Förderende durch die leicht schräg angeordnete Steuerkante 12. Mit dieser Anordnung verbinden sich die zusätzlichen Vorteile, dass das Absteuern durch die Steuerkante 12 bei jeder Hubgrösse in den Steuernockenbereich mit abnehmender Fördergeschwindigkeit fällt, wodurch ein weicher Übergang der Öffnungsbewegung in die Schliessbewegung des Ventiles erfolgt und dass sich, wie ebenfalls Fig. 4 zeigt, der Förderbeginn mit abnehmendem Ventilhub nach "später" verschiebt. so dass bei
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ringert oder vermieden wird.
PATENTANSPRÜCHE :
1. Ventilbetätigungseinrichtung für Brennkraftmaschinen, insbesondere Zweitaktgasmaschinen, bei der die Steuerung der Gaseinblaseventile hydraulisch durch Pumpenelemente erfolgt, die je einen in einem Pumpenzylinder in Längs- und in Umfangsrichtung beweglichen Kolben aufweisen, der mit seiner Umfangsfläche das Öffnen und Schliessen von zwei in Achsrichtung des Zylinders versetzten Kanälen be- wirkt, von welchen der höher gelegene Kanal als Spülkanal dem Durchtrittder Steuerflüssigkeitdurch den Pumpenzylinder beigeschlossenem Ventil und der andere Kanal als Überströmkanal dem Abfliessen der Steuerflüssigkeit am Ende des Ventilhubes dient, die Freigabe dieser Kanäle durch das Überstreichen des oberen bzw.
des unteren Randes der Kolben-Umfangsfläche erfolgt, dieaufdenbeidenStirnseitender Um- fangsfläche gelegenen Räume des Pumpenzylinders durch eine axiale Nut in der Umfangsfläche des Pumpenkolbens miteinander in Verbindung stehen, und der Pumpenzylinder über die zum Ventil führende Leitung für die Steuerflüssigkeit mit dieser gefüllt wird, dadurch gekennzeichnet, dass der Mündungsquerschnitt des Überströmkanales (15) und des Spülkanales (16) als Drosselquerschnitte ausgebildet sind, wobei das Verhältnis der Mündungsquerschnittsflächen zur Querschnittsfläche des Pumpenzylinders je vorzugsweise nur etwa 0,5 bis 1, 5% beträgt.
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Valve actuation device for internal combustion engines
The invention relates to the valve actuation device of internal combustion engines, in particular of
Two-stroke gas engines in which the gas injection valves are controlled hydraulically.
In the machines mentioned, an injection pump that is customary for introducing fuel in internal combustion engines has been incorporated into the valve actuation device, the pump elements of this injection pump delivering the control fluid for moving the valves. Corresponding to the common structure of injection pumps, the invention therefore assumes that each pump element of the actuating device has a piston which is movable in a pump cylinder in the longitudinal and circumferential directions and which, with its circumferential surface, opens and closes two channels offset in the axial direction of the cylinder causes.
The higher, the top dead center of the pump piston of these two channels, which ensure the filling of the pump cylinder between each injection process in injection pumps as a suction hole, fulfills the task of a flushing channel in the known valve actuation devices through which control fluid can pass with the aid of the backing pump, as long as that valve to be operated is closed. The lower-lying channel retains its task during fuel injection, as an overflow channel, to ensure that the liquid in front of the pump piston flows out and relaxes when the largest valve opening is reached. Both channels are released or closed by passing over the upper or lower edge of the circumferential surface of the pump piston.
The spaces of the pump cylinder located on both end faces of the circumferential surface are connected to one another by an axial groove in the circumferential surface and the pump cylinder is filled with control fluid via the line leading to the valve.
In valve actuation devices of the type described above, in which conventional injection pumps are used to deliver the control fluid, there are above all disadvantages in the closing movement of the valves, since they start to vibrate, especially at high speeds and high pressures of the control fluid, which leads to Destruction of the valve seats. Another shortcoming of the known actuating devices is that the existing stroke of the pump pistons is only partially used, which means that relatively large pump pistons are required.
The invention avoids these disadvantages and is based on the knowledge that what is important for satisfactory valve actuation using the above-mentioned system is the damping of the closing movement of the valve. Although devices have already been used so far, through which a considerable delay of the valve was achieved during the last part of the return of the valve to its closed position for the purpose of slowly placing the valve, the return movement was left to the force released when the control fluid was released via the overflow channel the valve spring.
Due to the requirement for injection pumps to avoid subsequent spraying of the injection nozzle and therefore to lower the liquid pressure at the end of the delivery stroke as quickly as possible while exposing the largest possible overflow channel through the pump piston, the result was that the valve would snap back towards its rest position, accompanied by vibrations.
With regard to the utilization of the size of the pump element, there was a need for rapid filling of the pump cylinder after each injection process through the largest possible suction hole
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Injection pumps, the disadvantage of a loss of delivery stroke.
On the basis of the knowledge relating to the requirements of a damped closing movement as well as taking into account that the flushing channel of the pump elements of the valve actuating device in the
In contrast to injection pumps, it does not also serve to suck in the actuating fluid, are after
Invention, the opening cross-section of the overflow channel and the flushing channel are designed as throttle cross-sections, the ratio of the opening cross-sectional areas to the cross-sectional area of the pump cylinder being preferably only about 0.5-1.50/0 each.
In contrast, this percentage is between 5 and 150/0 in injection pumps with essentially the same design, which were previously used for valve actuation devices, with reference to the overflow channel cross-section and the suction channel cross-section.
The substantial reduction in the flushing channel cross-section compared to the suction channel cross-section of the comparable injection pumps previously used for actuating devices results in an increase in the piston stroke in the pump elements according to the invention and thus a further advantage that under the same conditions in the device after the invention with smaller pump elements is sufficient than with the hitherto customary use of
Injection pumps.
In order to utilize the advantages of the basic idea of the invention of designing the overflow cross-section as a throttle cross-section up to the highest possible speeds, in a further embodiment of the invention when using pump elements with an upper edge of the piston which controls the flushing cross-section and which is inclined towards the piston axis and which in its construction has the known pump elements with overhead control edge for fuel injection, provided that the throttling effect at the mouth of the overflow channel decreases with the reduction of the delivery stroke by changing the effective orifice cross-section of the overflow channel, so that in the rotational position of the pump piston for zero delivery, with the opening of the overflow channel is aligned with an axial groove in the piston circumferential surface,
the full cross-section of the overflow channel is released and the valves do not lift even at very high speeds. As a result, the greater throttling at the overflow cross-section required for the same closing speeds with increasing valve lifts is achieved without the throttling effect on the overflow cross-section resulting in an undesired delivery of control fluid and thus a lifting of the valves in the rotational position of the pump piston for zero delivery .
The use of this pump element with the control edge at the top results in the additional advantages that the end of delivery always falls into the control cam area with decreasing delivery speed, regardless of the valve lift, so that there is a constant transition from the opening movement to the closing movement and that the start of delivery follows with the decreasing valve lift "later" shifted, whereby a possible loss of power gas during the purging period is reduced or avoided at part load.
For this purpose, the lower edge of the circumferential surface of the pump piston, which controls the overflow channel, can run inclined towards the axial direction of the pump piston in such a way that the mouth of the overflow channel at the top dead center of the pump piston is increasingly covered by the circumferential surface as the delivery stroke increases, and control fluid is delivered by the pump piston when the axial groove is aligned with the mouth of the overflow channel in the circumferential surface.
Finally, a further simplification compared to the known actuating devices results when, according to a preferred embodiment of the invention, on pump elements with a flushing channel and overflow channel opening into a common backflow line, the common backflow line is directly connected to the surge tank for the control fluid with the interposition of a pressure valve is. This avoids direct return of the heated control fluid.
Hereinafter. further details and advantages of the invention are described with reference to the drawing. 1 shows an arrangement diagram of an exemplary embodiment of a valve actuation device according to the invention, FIG. 2 shows part of an axial section through the cylinder of a pump element with the pump piston located therein at top dead center, FIG. 3 shows the stroke profile in a simplified representation depending on the crankshaft position Pump piston and FIG. 4 shows the actual valve lift profile in an actuating device designed according to FIG. 1, each curve being based on a different maximum value of the valve opening.
In FIG. 1, 1 denotes the valve of the internal combustion engine to be actuated, which valve is pressed by the closing spring 2 against the valve seat in a cylinder head (not shown) of the internal combustion engine
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becomes. The control fluid acts on the valve via a piston 3. 4 designates the line leading to the pump element 13 for the control fluid.
With 5 and 6 are two check valves, with 7 a throttle point is designated, which lies between the line 8 leading from the check valve e to the piston 3 and the line 9 parallel thereto. the latter being used to bypass the check valve 6 and the throttle point 7 when the control fluid displaced by the valve piston flows back. The pump piston 13 slides in the pump element 10, the circumferential surface 14 of which, as is customary in injection pumps, is able to close the opening of the overflow channel 15 and the flushing channel 16, with the upper and lower edge 11 or 12 of the circumferential surface serves to control the flushing channel or the overflow channel.
In the present example, the pump element is driven by a camshaft 19, which at the same time also operates the backing pump 20, by means of which the control fluid is kept under overpressure even in the bottom dead center of the piston of the pump element, similar to injection pumps. In this position of the pump piston in which the overflow channel 15 remains ground, the mouth of the flushing channel 16 is released and the heated control fluid is discharged to the elevated tank 22.
The backing pump is connected via line 23 to the equalizing tank 22 for the control fluid, which is arranged as a high tank, and via line 24 via filter 25, line 26 and via check valve 5 to bypass line 9. The spool and overflow channel of each pump element opens into the common return line 27, which is connected to the elevated tank 22 via a further pressure valve 30, which ensures that the control line system is constantly under a certain pressure. The line 29, which comes from the pressure relief valve 28, which shears the control circuit against excess pressure, also opens into the return line 27.
The stroke of the valve 1 is adjusted by rotating the pump piston 13, for which purpose, as is also common in injection pumps, it is connected to an adjusting gear 17 in which the actuator 18, which is designed in the manner of a rack, engages.
According to the mode of operation of the devices described, the following fluid circuits result from them. In the position of the pump piston shown in Fig. 1, the liquid delivered by the backing pump first flows through the filter 25 and, after passing through the line 26, the check valve 5, whereupon it passes through the bypass line 9 and the line 4 into the cylinder space of the pump element and from there over the flushing channel 16, the line 27 and the pressure valve 30 in the
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When the control fluid is conveyed through the pump element while at the same time blocking the excess flow of the flushing channel 15, 16 ', the fluid acts on the valve piston 3 via the line 4,
wherein the check valve 5 is closed and the check valve 6 is open. If the delivery of the pump element stops by sweeping over the lower edge 12 of the circumferential surface 14 of the pump piston and by the connection of the space above the pump piston with the overflow channel via the groove 21, the control fluid is initially essentially via the piston 3 via the Bypass line 9 is pushed back into the pump element, the two check valves 5 and 6 now being closed. The pressure wave dissipates via the pressure valve 30 in the return line 27 into the elevated tank 22.
After the lateral opening of the line 9 in the cylinder of the piston 3 has been passed over by the piston 3, only the path via the throttle point 7 is open for the outflow of the liquid, which results in strong damping in this part of the piston movement. After the pressure in the line 4 has been reduced to the backing pump pressure, the check valve 5 opens and the piston in the pump element sucks in control fluid via the filter 25 and the lines 26 and 4.
The basic course of the valve movement is shown schematically in Fig. 3, with the position of the crankshaft (degrees of crankshaft angle) on the abscissa and the size of the respective valve opening on the ordinate - or if a correspondingly changed scale is used - for example the pressure of the control fluid in the Line 4 is applied. The part of the curve indicated by 31 represents the lifting of the valve which is determined by the shape of the cams on the shaft 19 for the pump element.
The course of the curve in the area of closure comprises two distinctive sections:
The section 32, which is determined on the one hand by the spring force on the valve and the flow resistance in the connection between the pump element and the valve piston, on the other hand by the cross section of the overflow channel; when using conventional injection pump elements, this part of the closing movement is practically unthrottled. The section 33 represents the damped landing determined by the throttle 7 after the bypass line 9 has been terminated by the piston 3.
Is operated in a control system with normal injection pump elements a certain speed or
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a certain pressure in the control fluid exceeded. Thus, during the closing movement, vibrations occur which, in practice, look roughly like the closed curve shape 32a / ö8a in FIG. 3.
The inventive design of the valve actuation device with the pump element shown in Fig. 2 results in a vibration-free closing movement and a vibration-free transition to the damped contact area at every speed and the result is the course of the valve movement shown in Fig. 4 over the position of the crankshaft of the internal combustion engine ; the curves 34 show the relationships with valve lifts of different sizes. From this, the effect of the lower edge 12 of the shaft surface of the pump piston, inclined against the axial direction of the cylinder of the pump element, can be seen, by means of which a different size throttling effect associated with the respective valve stroke is obtained and thus the different closing force dependent on the valve stroke is taken into account.
In the case of large valve strokes with high closing forces, the overflow channel 15 is only opened slightly, and in the case of small strokes with low closing forces, more. As a result, starting from the rotational position of the pump piston for zero delivery, a steadily increasingly throttled shutdown is achieved and the same closing speed is achieved in the first section of the closing movement regardless of the valve lift, which results in the parallel course of the sloping curve branches 34 in FIG. 4 and for the coordination of the transition to the cushioned landing is important and at the same time prevents the valve closing from being carried over with small strokes.
In the rotational position of the pump piston for zero delivery, in which the groove 21 is aligned with the opening of the overflow channel 15, the full overflow cross-section is released so that the valves are not lifted even at very high speeds.
The start of the delivery stroke and the delivery rate is determined by the overhead control edge 11 of the pump piston, the end of delivery by the slightly inclined control edge 12.This arrangement has the additional advantages that the control edge 12 is also controlled by the control edge 12 with every stroke size in the control cam area decreasing conveying speed, whereby there is a smooth transition from the opening movement to the closing movement of the valve and that, as FIG. 4 also shows, the start of conveying shifts to "later" with decreasing valve lift. so that at
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is reduced or avoided.
PATENT CLAIMS:
1. Valve actuation device for internal combustion engines, in particular two-stroke gas engines, in which the gas injection valves are controlled hydraulically by pump elements that each have a piston that is movable in a pump cylinder in the longitudinal and circumferential direction and which, with its circumferential surface, allows two pistons to be opened and closed in the axial direction of the cylinder offset channels, of which the higher-lying channel serves as a flushing channel for the passage of the control fluid through the pump cylinder and the other channel serves as an overflow channel for the control fluid to flow out at the end of the valve stroke, the release of these channels by sweeping over the upper or lower valve.
of the lower edge of the circumferential surface of the piston takes place, the spaces of the pump cylinder located on both ends of the circumferential surface are connected to one another by an axial groove in the circumferential surface of the pump piston, and the pump cylinder is filled with the control fluid via the line leading to the valve, characterized that the opening cross-section of the overflow channel (15) and the flushing channel (16) are designed as throttle cross-sections, the ratio of the opening cross-sectional areas to the cross-sectional area of the pump cylinder is preferably only about 0.5 to 1.5%.